机械设计说明书—钢丝绳电动葫芦起升用减速器设计

课程设计说明书课程名称：机械系统设计学设计题目：钢丝绳电动葫芦起升用减速器设计课程设计时间：指导教师：班级：学号： 姓名： 目录1题目分析（1）2设计计算1)电动机的确定（1）2）总体设计计算（1）总传动比及各级传动比的确定（2）（2） 运动及动力参数的计算（3）3） 齿轮的设计计算及校核1） 第一对齿轮的设计与校核（4）2）第二对齿轮的设计与校核（9）3）第三对齿轮的设计与校核（13）4）轴的设计及危险轴的校核（17）5）课程设计总结（20）6）参考文献（20）1题目分析电动葫芦是一种常用的搬运设备，在工厂中使用十分广泛。电动葫芦由两部分组成，即行走机构和提升机构。下面分别介绍各组成部分。1 行走机构组成：行走电动机、传动机构两部分组成。2 提升机械组成：提升电动机、卷扬机构、机械制动器（一般为盘式制动器）。3 制动器介绍：电动葫芦（或起重机）的提升机构一定要有机械制动装置，当物体起吊到一定高度后全靠机械制动器将其制停在空中。制动器的工作机理有液压驱动、气压驱动和牵引电磁铁驱动。不同的驱动方式其制动的性能也不相同。在小型电动葫芦上一般采用电磁驱动制动器。电动葫芦（或起重机）上提升机构采用的制动器种类繁多，在小型电动葫芦上较多采用的制动器是盘式制动器，盘式制动器又称为碟式制动器。盘式制动器重量轻、构造简单、调整方便、制动效果稳定。为了安全起见，在起重设备上一般均采用常闭式制动器。所谓常闭式是指在电磁机构不得电的情况下，制动器处于制动状态。制动器安装在电动机的一端，一般情况是封闭的，用眼晴直接是看不到的，但这没有关系，一般会将牵引电磁铁的线圈引出线留在外面。我们只要将线圈接正确就行。当电动机得电的同时（接触器吸合时），制动器的牵引电磁铁也同时得电，制动器打开。这种联接方式的优点是，当发生停电事故时可以立即进行制动以避免事故的发生。其缺点是制动瞬间设备的机械抖动较大。2设计计算1)电动机的确定由公式得：P=FV/1000=GV/1000=10000(4/60)/1000=0.67kw =0.96(0.990.99)(0.990.99)(0.990.99)0.98 =0.8857电动机功率：=/=0.67/0.8857=0.75266kw由于钢丝绳电葫芦起吊和停止时有一些冲击，根据冲击程度一般使用系数=1.4故1.4=1.0537kw电机转速取:n电=1380r/min由于功能需要，采用锥形转子电机。2）总体设计计算（1）总传动比及各级传动比的确定由于电动葫芦吊钩为一动滑轮装置，钢丝绳一段固定，一段被卷筒缠绕，所以卷筒钢丝绳的受载仅为起重量的一半，但钢丝绳的速度为起重速度的两倍。卷筒转速： =2 /d (为起升速度)由于起重速度误差不超过百分之五，即单位时间钢丝上升速度为:2（10.05）=80.4m/min（采用一段固定的动滑轮结构）故卷筒转速 =2（10.05）/d=26.5261.326即25.2r/min27.852r/min传动比=/=1380/（26.5261.326）即49.5554.76取=54.76单级传动比u取3至5故采用三级外啮合定轴齿轮减速设计，每级传动比大概为4，分配各级传动比：u1=4，u2 =3.7，u3=3.7(2) 运动及动力参数的计算 计算各轴的转速： 0轴： n0= n电机=1380r/min轴: n=1380r/min轴: n=345 r/min轴: n=93.243 r/min轴： n=25.2 r/min轴: nV=25.2 r/min计算各轴的输入功率： 0轴： P0=1.0537kw轴: P= P0=1.032626kw轴: P= P=1.012kw轴: P= P=0.99186kw轴： P= P=0.972kw轴： P= P=0.93312kw计算各轴的输入转矩： 0轴： T0=9.55=7291.9 Nmm轴: T1=9.55=7146.07 Nmm轴: T2=9.55=28013.3 Nmm轴: T3=9.55=101586.5887 Nmm轴： T4=9.55=368345.2913 Nmm轴： T5=9.55=353611.4797 Nmm现将各轴的运动和动力参数结果整理于表中，具体见表 运动和动力参数表轴名功率P(W)转速(r/min)转距(Nmm)传动比u效率0轴1.053713807291.9轴1.03262613807146.0710.98轴1.01234528013.340.990.99轴0.9918693.243101586.58873.70.990.99轴0.97225.2368345.29133.70.990.99轴0.9331225.2353611.479710.963） 齿轮的设计计算及校核1） 第一对齿轮的设计与校核1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）传动方案可选用斜齿圆柱齿轮传动。（2）此电葫芦升降机为一般重载工作机器，速度不高，齿轮用7级精度即可。（3）所设计的齿轮可选用便于制造且价格便宜的材料由1P191机械设计表101选取：小齿轮材料为40Cr，=280；大齿轮材料为45号钢，240。40，合适。（4）选取小齿轮齿数z120;大齿轮齿数z2uz1=80（5）选取螺旋角。初选螺旋角=14按齿面接触疲劳强度条件设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度，最后作齿轮的结构设计。2按齿面接触疲劳强度设计 由强度计算公式总表查得设计公式为（1)确定公式内的各计算数值试选Kt16由图10-30选取区域系数=2.433由图10-26差得=0.78，=0.87，则=+=1.65Tt=95.5105P1/n1=95.51051.032626/1380 Nmm =7146.07Nmm由1P205表107选取d=1（两支撑相对于小齿轮做非对称布置）由1P201表10-6查得材料的弹性影响系数为ZE=189.8MPa由1P209图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为lim1=600MPa , lim2=550 MPa。由公式 N=60njLhN1=6013801(3200)=2.6496108N2=N1/u=2.6496108/4=0.6624108图10-19查得接触疲劳强度KHN1=0.90 KHN2=0.95计算接触疲劳应力 取失效概率为1%，安全系数S=1 = KHN1lim1/S=0.9600/1=540 MPa. = KHN2lim2/S =0.95550=522.5 MPa=531.25 MPa（2)计算1)计算小齿轮分度圆直径d1t代入中较小的值 =23.567mm2）计算圆周速度=1.7m/s3）计算齿宽b及模数mt123.567mm=23.567mmmt=1.1433mm计算齿宽与齿高之比b/h齿高h=2.25mt=2.57mmb/h=9.174）计算纵向重合度=0.318dtan=1.58575）计算载荷系数 根据v=1.7m/s,7级精度，由1P194图10-8查得动载荷系数Kv=1.05。 斜齿轮，由1P195表10-3查得KHa1=KFa2=1.4 由1P193表10-2查得使用系数KA=1由1P196表10-4查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时KHB=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.2310-3b将数据代入得KHB=1.12+0.18（1+0.612）12+0.2310-323.567=1.4134由b/h=9.17, KHB =1.4134 ,查图10-13得KFB=1.3 故载荷系数K=KAKvKHaKHB=11.051.41.4134=2.0786）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径=(K/Kt)1/3= 23.567(2.078/1.6)1/3=25.713mm7)计算模数m=1.247mm3.按齿根弯曲强度的设计由1P216式10-17得弯曲强度的设计公式为mn（1) 确定计算参数1）由1P208图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500Mpa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa2）由1P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85 KFN2=0.883）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式10-12得= KFN1FE1/S=303.57MPa = KFN2FE2/S=238.86 MPa4）计算载荷系数K K=KAKvKFaKFB=11.051.41.3=1.9115）根据纵向重合度 =1.5857，从图10-28查得螺旋角影响系数=0.886)计算当量齿数。=21.894=87.5747）查取齿形系数由1P200表10-5可查得YFa1=2.72,YFa2=2.218）查取应力校正系数由1P200表10-5知 YSa1=1.57,YSa2=1.78 9)计算大小齿轮的YFaYSa/F,并加以比较。YFa1YSa1/=0.0141YFa2YSa2/=0.01647大齿轮的数值较大 （2）设计计算mn=0.8265mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而由齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲疲劳强度模数1.247，并近似圆整为标准m=1.25。 按接触强度算得的分度圆直径d1=25.713mm ， z1=d1cos/m=19.959， z2=uz1=79.837。取z1=20，则z2=uz1=804. 几何尺寸计算（1）计算中心距a=(z1+z2)mn /(2cos)=64.413mm将中心距圆整为65mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos= arccos=15.94因值改变不多，故参数，等不必修正。（3）计算大小齿轮的分度圆直径 d1=25.999mm d2=103.998mm （4）计算齿轮宽度 125.999=25.999mm 圆整后取B2=26mm，B1=30mm2）第二对齿轮的设计与校核 1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）传动方案可选用斜齿圆柱齿轮传动。（2）此电葫芦升降机为一般重载工作机器，速度不高，齿轮用7级精度即可。（3）所设计的齿轮可选用便于制造且价格便宜的材料由1P191机械设计表101选取：小齿轮材料为40Cr，=280；大齿轮材料为45号钢，240。-40，合适。（4）选取小齿轮齿数z320;大齿轮齿数z4uz1=74（5）选取螺旋角。初选螺旋角=14按齿面接触疲劳强度条件设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度，最后作齿轮的结构设计。 2按齿面接触疲劳强度设计 由强度计算公式总表查得设计公式为（1)确定公式内的各计算数值试选Kt16由图10-30选取区域系数=2.433由图10-26差得=0.78，=0.87，则=+=1.65T3=95.5105P3/n3=95.51051.012/345 Nmm =28013.3Nmm由1P205表107选取d=1（两支撑相对于小齿轮做非对称布置）由1P201表10-6查得材料的弹性影响系数为ZE=189.8MPa由1P209图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为lim3=600MPa , lim4=550 MPa。由公式 N=60njLhN3=603451(3200)=6.624107N4=N1/u=6.624107/3.7=1.79107图10-19查得接触疲劳强度KHN3=1.17 KHN4=1.27计算接触疲劳应力 取失效概率为1%，安全系数S=1 = KHN3lim3/S=1.17600/1=702 MPa. = KHN4lim4/S =1.27550=698.5 MPa=700.25 MPa（2)计算1)计算小齿轮分度圆直径代入中较小的值 =31.0765mm2）计算圆周速度=0.56m/s3）计算齿宽b及模数mt=131.0765mm=31.0765mmmt=1.508mm计算齿宽与齿高之比b/h齿高h=2.25mt=3.39mmb/h=9.174）计算纵向重合度=0.318dtan=1.58575）计算载荷系数 根据v=0.56m/s,7级精度，由1P194图10-8查得动载荷系数Kv=1.01。 斜齿轮，由1P195表10-3查得KHa3=KFa4=1.4 由1P193表10-2查得使用系数KA=1由1P196表10-4查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时KHB=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.2310-3b将数据代入得KHB=1.12+0.18（1+0.612）12+0.2310-331.0765=1.4151由b/h=9.17, KHB =1.4151 ,查图10-13得KFB=1.3 故载荷系数K=KAKvKHaKHB=11.011.41.4151=26）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径=(K/Kt)1/3= 31.0765(2/1.6)1/3=33.476mm7)计算模数m=1.624mm3.按齿根弯曲强度的设计由1P216式10-17得弯曲强度的设计公式为mn(2)确定计算参数1）由1P208图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3=500Mpa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE4=380MPa2）由1P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN3=0.92 KFN4=0.983）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式10-12得= KFN3FE3/S=328.57MPa= KFN4FE4/S=266 MPa4）计算载荷系数K K=KAKvKFaKFB=11.011.41.3=1.8382 5）根据纵向重合度 =1.5857，从图10-28查得螺旋角影响系数=0.886)计算当量齿数。=21.894=817）查取齿形系数由1P200表10-5可查得YFa3=2.72,YFa4=2.228）查取应力校正系数由1P200表10-5知 YSa3=1.57,YSa4=1.77 9)计算大小齿轮的YFaYSa/F,并加以比较。YFa3YSa3/=0.013YFa4YSa4/=0.01477大齿轮的数值较大 （2）设计计算mn=1.2406mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而由齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲疲劳强度模数1.624，并近似圆整为标准m=1.75。 按接触强度算得的分度圆直径d3=33.476mm ， z3=d3cos/m=18.56， z4=uz4=68.675。取z3=19。则z4=uz3=714. 几何尺寸计算（1）计算中心距a=(z3+z4)mn /(2cos)=81.16mm将中心距圆整为82mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos= arccos=16.18因值改变不多，故参数，等不必修正。（3）计算大小齿轮的分度圆直径 d3=34.62mm d4=129.37mm （4）计算齿轮宽度=134.62=34.62mm 圆整后取B4=40mm，B3=35mm3）第三对齿轮的设计与校核 1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）传动方案可选用斜齿圆柱齿轮传动。（2）此电葫芦升降机为一般重载工作机器，速度不高，齿轮用7级精度即可。（3）所设计的齿轮可选用便于制造且价格便宜的材料由1P191机械设计表101选取：小齿轮材料为40Cr，=280；大齿轮材料为45号钢，240。-40，合适。（4）选取小齿轮齿数z520;大齿轮齿数z6uz5=74（5）选取螺旋角。初选螺旋角=14按齿面接触疲劳强度条件设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度，最后作齿轮的结构设计。2按齿面接触疲劳强度设计 由强度计算公式总表查得设计公式为（1)确定公式内的各计算数值试选Kt16由图10-30选取区域系数=2.433由图10-26差得=0.78，=0.87，则=+=1.65T5=95.5105P5/n5=95.51050.9918/93.243 Nmm =101586.5887Nmm由1P205表107选取d=1（两支撑相对于小齿轮做非对称布置）由1P201表10-6查得材料的弹性影响系数为ZE=189.8MPa由1P209图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为lim5=600MPa , lim6=550 MPa。由公式 N=60njLhN5=6093.2431(3200)=1.79107N6=N1/u=1.79107/3.7=0.484107图10-19查得接触疲劳强度KHN5=1.27 KHN6=1.39计算接触疲劳应力 取失效概率为1%，安全系数S=1 = KHN5lim5/S=1.27600/1=762 MPa. = KHN6lim6/S =1.39550=764.5 MPa=763.25 MPa（2)计算1)计算小齿轮分度圆直径代入中较小的值 =45.08mm2）计算圆周速度=0.22m/s3）计算齿宽b及模数mt=145.08mm=45.08mmmt=2.187mm计算齿宽与齿高之比b/h齿高h=2.25mt=4.92mmb/h=9.174）计算纵向重合度=0.318dtan=1.58575）计算载荷系数 根据v=0.22m/s,7级精度，由1P194图10-8查得动载荷系数Kv=1.005。 斜齿轮，由1P195表10-3查得KHa5=KFa6=1.4 由1P193表10-2查得使用系数KA=1由1P196表10-4查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时KHB=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.2310-3b将数据代入得KHB=1.12+0.18（1+0.612）12+0.2310-345.08=1.418由b/h=9.17, KHB =1.418 ,查图10-13得KFB=1.3 故载荷系数K=KAKvKHaKHB=11.0051.41.418=26）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径=(K/Kt)1/3= 45.08(2/1.6)1/3=48.56mm7)计算模数m=2.356mm3.按齿根弯曲强度的设计由1P216式10-17得弯曲强度的设计公式为mn(2)确定计算参数1）由1P208图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE5=500Mpa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE6=380MPa2）由1P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN5=0.98 KFN6=0.9953）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式10-12得= KFN5FE5/S=350MPa= KFN6FE6/S=270 MPa4）计算载荷系数K K=KAKvKFaKFB=11.0051.41.3=1.8291 5）根据纵向重合度 =1.5857，从图10-28查得螺旋角影响系数=0.886)计算当量齿数。=21.894=817）查取齿形系数由1P200表10-5可查得YFa5=2.72,YFa6=2.228）查取应力校正系数由1P200表10-5知 YSa5=1.57,YSa6=1.77 9)计算大小齿轮的YFaYSa/F,并加以比较。YFa5YSa5/=0.0122YFa6YSa6/=0.01455大齿轮的数值较大 （2）设计计算mn=1.893mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而由齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲疲劳强度模数2.356，并近似圆整为标准m=2.5。 按接触强度算得的分度圆直径d5=48.56mm ， z5=d5cos/m=18.85， z6=uz6=69.73。取z5=19。则z6=uz5=714. 几何尺寸计算（1）计算中心距a=(z5+z6)mn /(2cos)=115.94mm将中心距圆整为116mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos= arccos=14.11因值改变不多，故参数，等不必修正。（3）计算大小齿轮的分度圆直径 d5=48.95mm d6=182.93mm （4）计算齿轮宽度=148.95=48.95mm 圆整后取B6=55mm，B5=50mm4）轴的设计及危险轴的校核（1）轴的设计与校核（1)输出轴上的功率P，转速n，转矩T 功率P=0.972W 转速n=25.2r/min 转矩T=368345.2913 Nmm（2)作用在齿轮上的力Ft=2T/d=2368345.2913/182.93=4027.17NFr= Fttana/cos=4027.17tan20/cos14.11=1511.37N Fa= Fttan=4027.17tan14.11=1012.3N（3)初步确定轴的最小直径。轴材料选用45钢，调质钢处理，据1P373表15-4，取A0=112dmin= A0(P/n)1/3=112（0.972/25.2）1/3=37.842mm（4)按弯扭合成应力校核轴的强度 校核时只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面即C截面，取=0.6 1=M2+(T)2/W1/2=26.63MPaS=1.5（6）截面的右侧抗弯截面系数W：抗扭截面系数WT：截面左侧弯矩M：截面上的扭矩T截面上弯曲应力b=M/W截面上的扭转切应力T=T/WT过盈配合处的值，由附表3-8用插入法求得，并取=0.8，于是得=2.51 =2.008轴按磨削加工，由附图3-4的表面质量系数=0.92轴未经表面强化处理，即q=0.1，则按式（3-12）及（3-12a）得综合系数值为2.5972.095于是计算安全系数值S得=8.8327.594=13.05S=1.5故该轴在该截面处的强度也是足够的。5）课程设计总结课程设计是机械系统设计当中的非常重要的一环，本次课程设计时间不到三周略显得仓促一些。但是通过本次每天都过得很充实的课程设计，从中得到的收获还是非常多的。这次课程设计我得到的题目是设计一个钢丝绳电动葫芦起升用减速器设计，由于理论知识的不足，再加上平时没有什么设计经验，一开始的时候有些手忙脚乱，不知从何入手。在老师的谆谆教导，和同学们的热情帮助下，使我找到了信心。 在设计过程中培养了我的综合运用机械设计课程及其他课程理论知识和利用生产时间知识来解决实际问题的能力，真正做到了学以致用。在此期间我我们同学之间互相帮助，共同面对机械设计课程设计当中遇到的困难，培养了我们的团队精神。在这些过程当中我充分的认识到自己在知识理解和接受应用方面的不足，特别是自己的系统的自我学习能力的欠缺，将来要进一步加强，今后的学习还要更加的努力。本次课程设计不仅仅是对自己所学的知识的一次系统总结与应用。 本次课程设计由于时间的仓促，还有许多地方有不足之处。6）参考文献机械设计实用机构与装置图册 邹平2007.4 机械工业出版社机械基础综合课程设计 张春林 2004.6 北京理工大学出版社机械创新设计 曲继方 1999机械工业出版社机械设计课程设计手册 罗圣国1991高等教育出版社 机械原理课程设计 陆凤仪 2002机械工业出版社机械设计师手册 吴宗泽 2001机械工业出版社